王永鑫,王艷
(200093 上海市 上海理工大學 機械工程學院)
通過吊耳安裝在發(fā)動機下方位置的汽車消聲器會與發(fā)送機和路面等多重激振作用而發(fā)生振動,從而帶來額外的噪聲。而且,消聲器還可能發(fā)生共振作用導致疲勞破壞,使消音器報廢[1]。相關研究中,劉敬平[2]等人通過試驗法對汽車排氣及消音系統(tǒng)的振動特性分析,但試驗法測試周期長、成本高,并且需要測試人員具有一定的主觀經驗。有限元技術的迅速發(fā)展使得數值模擬成為消聲器振動特性分析的重要方法之一。邢素芳[3]等人采用有限元方法分析了發(fā)動機振動頻率和排氣系統(tǒng)的固有頻率耦合情況,改善了由于共振使得消音器排氣管開裂的問題;戰(zhàn)申[4]等人基于軟件ABAQUS 對某商用車消聲器與其懸掛系統(tǒng)進行了自由模態(tài)分析,分析了懸掛位置的合理性,并對排氣懸掛位置進行了優(yōu)化。
對汽車消聲器的振動特性和優(yōu)化方法有試驗法和仿真分析法。本文基于有限元軟件ABAQUS對某車型消聲器進行振動特性分析,得到消聲器約束模態(tài)結果??紤]到消聲器的工況,以提高其固有頻率為目的,對現有的結構進行優(yōu)化設計,避免與外部激振作用發(fā)生共振,提高消聲器的工作性能和系統(tǒng)的穩(wěn)定性。
本文以某汽車的消聲器作為分析對象。首先,根據消聲器的實物模型在SolidWorks 中創(chuàng)建三維模型,之后導入軟件ABAQUS,通過網格劃分、添加約束和加載后進行振動特性分析。圖1所示為本文消聲器的三維模型。消聲器材料為45鋼,彈性模量為200 GPa,密度為7 850 kg/m3,泊松比為0.3[5]。腔體的截面為長、短軸分別是260,80 mm 的橢圓形狀,腔室由2 塊隔板分為3 個腔室,長度分別為110,180,140 mm;進氣管、出氣管及內插管的孔徑均為22.5 mm,內插管上消音孔的孔隙率為0.3。
圖1 消聲器三維模型Fig.1 Three-dimensional model of muffler
模態(tài)分析作為一種重要的故障檢測和結構分析方法,應用在各大領域,是工程實踐中設計過程的重要一環(huán)[6]。模態(tài)分析可分為自由和約束模態(tài)分析兩種。實質上,對給定機械系統(tǒng)的模態(tài)分析是將該系統(tǒng)的力學方程組中物理坐標轉換為模態(tài)的坐標進行求解,得到模態(tài)參數。模態(tài)與是否受外力和外力的大小無關,由其材料屬性和結構決定。
對任意一個系統(tǒng),其結構的振動微分方程為
式中:[M],[C],[K]——質量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣;F(t)——外界激勵載荷矩陣;x(t)——廣義向量。
若分析自由模態(tài),即不考慮外界載荷的影響時,可將式(1)簡化為
根據式(2)求解,可以得到該消音器的各階固有頻率及振型。
2.2.1 模型的建立和網格的劃分
同一系統(tǒng)的動態(tài)特性受約束方式的影響,其模態(tài)也變化較大,因此在對系統(tǒng)進行模態(tài)分析前需要分析系統(tǒng)的約束,才能在仿真模型中添加正確的約束邊界條件??紤]到本文消聲器與汽車懸掛的連接方式,可以得到該消聲器有3 處約束,分別是進氣口與發(fā)動機的連接約束、兩吊耳與汽車懸掛的連接約束,如圖2 所示。
圖2 消聲器結構的3 處約束位置Fig.2 Three restraint positions of muffler structure
在ABAQUS 中,利用軟件網格劃分模塊對消聲器結構的整個計算域劃分網格。網格劃分的精度和質量會對振動特性分析結果產生較大影響,過少和較大的網格會導致結果和實際相差較大,本文仿真考慮到圓角結構對模態(tài)分析過程影響,將網格劃分為單元類型為C3D10、節(jié)點數為177 934 和單元數為91 435 的四面體網格,如圖3 所示。
圖3 消聲器結構網格劃分Fig.3 Muffler structure meshing
2.2.2 模態(tài)分析結果
根據機械振動理論,任意系統(tǒng)都具有無限階的固有頻率,但工程實踐中影響系統(tǒng)穩(wěn)定性的只有前幾階固有頻率[7],所以本文對消聲器振動特性的有限元分析后導出前6 階固有頻率和振型,如表1 所示。
表1 消聲器前6 階固有頻率和振型特征Tab.1 The first 6-order natural frequency and mode characteristics of muffler
由表1 可知,消聲器的約束條件從1 到6 階固有頻率為271.18~1 260.8 Hz。如圖4 所示為消聲器的前6 階振型圖。由圖4 可知,每一階的共振部分和振型變形量的大小不同。由于兩吊耳和進氣管有約束,因此其周邊沒有出現較大的振幅,這與消聲器的正常工況相符合。
圖4 消聲器前6 階振型圖Fig.4 The first 6-order mode of the muffler
在保證消聲器進出口流量等性能參數不變的前提下,本文對現有的消聲器進行結構優(yōu)化。設計方案A:由于輕質材料鈦合金在汽車輕量化方向已被廣泛使用[8],此方案將原有的材料替換為鈦合金材料;設計方案B:考慮到進出氣口是以焊接的方式固定在腔體上,此優(yōu)化方案在進出氣口周邊增設厚度為5 mm 的三角形加強筋,如圖5 所示;設計方案C:考慮到消聲器屬于薄壁類車聲零件,此優(yōu)化方案中將進出氣口和腔體外壁進行加厚2 mm 處理,如圖6 所示。
圖5 設計方案B 的三維模型Fig.5 Three-dimensional model of design plan B
圖6 設計方案C 的三維模型Fig.6 Three-dimensional model of design plan C
基于前文所述的動態(tài)特性分析方法,對3 種設計方案進行分析,得到3 種設計方案的前6 階固有頻率,并計算了各個方案相對原方案的增加比率,如表2 所示。
表2 3 種設計方案固有頻率值和增加比率Tab.2 Natural frequency and increase ratio of three design schemes
由表2 可知,相對于原裝的消聲器,設計方案A 從1~6 階固有頻率均有所降低,平均降低比率為2.60%。仿真結果表明:鈦合金材料由于其密度低的特點在汽車輕量化方向發(fā)揮重要作用,但其振動特性相對鋼材料有待改善;設計方案B從1 至6 階固有頻率均有所增加,平均增加比率為1.63%,此方案滿足結構優(yōu)化要求;設計方案C 的1 階、4 階、5 階和6 階固有頻率都有所增加,但2 階和3 階固有頻率有一定幅度的降低。因此,從消聲器使用壽命角度考慮,設計方案B 即在進出氣口周邊增設厚度為5 mm 的三角形加強筋,顯然能夠有效改善共振問題的產生,確保消聲器工作的穩(wěn)定性。
本文以某汽車消聲器為研究對象,將基于三維軟件SolidWorks 建立的消聲器幾何模型導入至有限元軟件ABAQUS 對消聲器進行了約束模態(tài)分析,仿真結果顯示該消聲器的基頻(1 階固有頻率)為271.18 Hz,1~6 階固有頻率依次增大,6 階固有頻率大小為1 260.8 Hz。本文對該消聲器提出的優(yōu)化結構中,在進出氣口周邊增設厚度為5 mm 的三角形加強筋,能使消音器的各階固有頻率都提高,基頻提高0.6%,1~6 階總體提高1.63%,為改進汽車噪聲和振動性能提供參考和幫助。